PawerCyclen og testbænken

Transkript

1 2015 PawerCyclen og testbænken Paw Sørensen (V11907) d

2 Forfatterens navn: Paw Sørensen Studie nummer: V11907 Rapportens titel: PawerCyclen og testbænken Projekttype: Bachelorprojekt Fagområde: Termiske maskiner, optimering af dieselmotor Semester: 9.semester Uddannelsesinstitutionens navn: Vejleders navn: Niels Ole Birkelund Dato for aflevering: kl 12:00 Antal normalsider af 2400 tegn: 30 sider Side 1 af 66

3 Abstract Background This project is about a home designed alternative engine cycle called the PawerCycle. It was designed to improve the thermal efficiency of and engine. And to back up the PawerCycle in reality, there has been build a primitive test bench. At this time of writing, it has gathered data from an original Kubota D950 diesel engine. The future plans are to modify the Kubota D950 engine to use the PawerCycle, and by comparing before and after data, the PawerCycle should be verified in reality. Problem statement Explain the PawerCycle advantages and disadvantages compared to a conventional engine cycle, and determine the theoretical thermodynamic conditions. Describe the primitive test bench construction and operation, as well as discuss and analyze the data gathered from the original Kubota diesel engine. Furthermore estimate the uncertainties of the measurements, along with an assessment which concludes if the primitive test bench is able to verify the PawerCycle principle in the future. Results The major advantages of the PawerCycle engine is a 24,7% rise in thermal efficiency compared to and conventional engine. This efficiency gain results in 17,7% reduction in fuel cost, CO2- emission and NOX-emission for the same performed work. The major disadvantages of the PawerCycle engine, is that it has to have a 4times bigger engine capacity to provide the same amount of power. And a bigger engine means a more expensive engine, which is also a disadvantage. The primitive test bench purpose is to gather efficiency data at different loads and speeds. The efficiency is calculated from time, torque and rotational speeds measurements. There have been conducted 20 measurements at different speeds and loads. Where the 1 st to 11 th measurements are made by a measuring method which have an estimated relative uncertainty at ± 10,2%. The 12 th to 20 th measurements are estimated to a relative uncertainty of ± 6,3%. Side 2 af 66

4 Conclusion The PawerCycle is rated to be advantageous in generator sets, marine propulsion and engine powered power plants, because they have a high full load ratio and a high percentage of fuel cost in there operation budgets. The high fuel cost leads to a big potential for fuel savings, which justifies the higher purchasing price. The PawerCycle engine of the future are expected to improve the original Kubota data by 24,7 %. And if all of the 20 measurements are used, then it can lead to problems with the verification, because the 1 st to 11 th high relative uncertainty leads to collision of the minimum and maximum expected efficiencies. If only the 12 th to 20 th measurements are used, the primitive test bench is estimated to be able to verify the PawerCycle in the future, because of the higher accuracy which means no collusions. Side 3 af 66

5 Indhold Abstract... 2 Indledning... 5 Problemformulering... 7 Metode... 7 Afgrænsning... 7 PawerCyclen... 8 PawerCyclens opbygning... 8 Termodynamikken PawerCyclen vs DieselCyclen Atkinson og Miller cyklusserne Testbænken Testbænkens opbygning Målinger på oprindelig Kubota D950 motor Målepraksis og usikkerheder Forventninger til fremtidige PawerCycle målinger Konklusion Testbænken Litteraturliste Websider Bøger Bilagsoversigt Side 4 af 66

6 Indledning Benzin- og dieselmotorer er i dag et kendt syn for de fleste mennesker, for disse teknologiske vidundere har vundet stor udbredelse til alverdens maskiner herunder: biler, knallerter, lastbiler, toge, skibe, traktorer, busser og mange andre maskiner. De teknologiske vidundere er ikke nogen ny opfindelse, for den første velfungerende benzin-/ottomotor blev opfundet helt tilbage i år 1876 af den tyske opfinder Nikolaus Otto, og blev dermed det første praktiske alternativ til de daværende dampmaskiner. Ottos motor opererede efter 4-takt princip, et kompressionsforhold på 2,5:1 samt en relativ beskeden virkningsgrad på kun 15%. Dieselmotorens opfindelse blev gjort i år 1897 af den tyske opfinder Rudolf Diesel. Dieselmotoren anvendte 4-takt princip, og opnåede en hidtil uset høj virkningsgrad på hele 26,2%. (Andersen, 2010) Efter mere end 100års udvikling er både benzin- og dieselmotorer blevet utrolig pålidelige og gennemtestede maskiner. Virkningsgraden er også forbedret, således at en moderne benzinmotor i biler kan opnå en virkningsgrad på ca. 36% (Fueleconomy, 2015). Mens en moderne 2-takt skibs-dieselmotor kan opnå en virkningsgrad på hele 50,5% (Kuiken, 2012). Til trods for de markant forbedrede virkningsgrader gennem mere end 100 års udvikling går der stadig mellem 49,5%-64% til tab, hvilket er tankevækkende i en moderne verden med høje oliepriser og uvished om oliereserverne, og ikke mindst den meget omdiskuterede globale opvarmning, som følge af CO2-udledning fra fossile brændsler. Ifølge United States Environmental Protection Agency (EPA) står verdens transportsektor for 14% af de udledte drivhusgasser globalt, som direkte kan ledes hen på afbrænding af benzin og diesel i forbrændingsmotorer, dertil kommer et ukendt bidrag fra industrielle forbrændingsmotordrevne generatorsæt og kraftværker (EPA, 2014). Den mest iøjefaldende måde at reducere forbrændingsmotorens CO2-udledning er ved at spare på det dyrebare brændstof, gennem mere effektive motorer. Og der bliver da også hvert år smidt millioner til udvikling af stadig mere effektive motorer, men de mange millioner synes kun at give minimale forbedringer, hvilket måske kan skyldes at de traditionelle 2-takt og 4-takt principper er ved, at have nået sine teoretiske maksimale termiske virkningsgrader. Side 5 af 66

7 For at opnå et højere termisk virkningsgrad potentiale har forfatteren udviklet et alternativt motorprincip, en såkaldt PawerCycle PawerCyclen er en alternativ motorcyklus, som har forskelligt kompressionsforhold og ekspansionsforhold, og derved øger den teoretiske termiske virkningsgrad med ca. 25% (se side 23). Forbedringen kan forklares ved at en større del af udstødningsgassens uudnyttede trykenergi bliver omsat til brugbar energi. PawerCyclens virkemåde, fordele og ulemper og det termodynamiske grundlag vil blive omdrejningspunktet i rapporten sammen med en hjemmebygget primitiv testbænk, som i skrivende stund har indhentet data på en standard 3-cylindret Kubota dieselmotor. Fremtidens plan er at ombygge Kubota motoren til PawerCyclen, og anvende testbænken til at bekræfte/afkræfte PawerCyclen i praksis. Den primitive testbænk kan ses på ses nedenfor. Billede 1: Testbænken Figur 1: PI diagram over testbænk Det 3måneders bachelorpraktikforløb er foregået i Egen virksomhed, med PawerCyclen som forretningsidé. Praktik i egen virksomhed er et 10ugers forløb, som har været udbudt af Navitas Science and Innovation (NSI), og er møntet på fremtidige iværksættere. Forløbet indeholder iværksætterrelevante workshops, og er desuden en gylden mulighed for at udvikle ens forretningsidé. Iværksættere og succesrige virksomhedsejere har altid været fascinerende for forfatteren, hvilket er den primære grund til at praktikken blev valgt i et iværksættermiljø. Side 6 af 66

8 Problemformulering Redegør for PawerCyclens fordele og ulemper i forhold til en traditionel motorcyklus, samt fastslå de teoretiske termodynamiske forhold. Beskriv den primitive testbænks opbygning og virkemåde, samt diskuter og analyser de indsamlede data fra den originale Kubota motor. Målingernes usikkerheder ønskes desuden vurderet, sammen med en vurdering af om testbænken i det hele taget kan verificere PawerCycle princippet i fremtiden. Metode PawerCyclens termodynamisk forhold vil blive beskrevet ved hjælp af kendte termodynamiske processer og kredsprocesser, som designes på en ny måde så de med stor sandsynlighed kan beskrive PawerCyclen. PawerCyclen ønskes testet og verificeret ud fra et praktisk videnskabeligt perspektiv, hvorfor testbænkens indsamling af data skal danne grundlag for en fremtidig verificering af PawerCyclen. Sammenligninger, diskussioner, analyser og beskrivelser vil blive udført efter et objektiv synspunkt, med opbakning gennem logik og indhentning af relevant data. Rapporten er opbygget således at, for eksempel målemetoder og andre metodiske overvejelser samt refleksioner bliver beskrevet ned gennem rapporten. Afgrænsning Rapporten vil primært fokuserer på PawerCyclens teoretiske termodynamik grundlag samt fordele og ulemper ved denne ud fra et teknologisk synspunkt, hvorfor ideens forretningsmæssige aspekter ikke vil blive diskuteret til bunds. Testbænkens indhentede data er på skrivende stund kun opsamlet for Kubota motorens originale opbygning, hvorfor PawerCyclens virkelige data ikke vil blive behandlet og dermed kan der ikke ske en endegyldig bekræftelse/afkræftelse af PawerCyclen i praksis i denne rapport. Testbænkens indhentede data indeholder røggasanalyser som er foretaget med en Testo-330. Røggasanalysernes udstødningstemperatur og lambda-værdier vil blive præsenteret i dataanalysen, men brugen af Testo-330 eren vil ikke blive beskrevet. Side 7 af 66

9 PawerCyclen PawerCyclens opbygning En forbrændingsmotor virker ved at varm luft fylder mere end kold luft. Dette fysiske faktum er en af grundene til at PawerCyclen blev opfundet. Figur 2: Traditionel 2-takt diesel motor Formålet med Figur 2 er at synliggøre at arbejdsgassen har samme volumen, før en kompression (nr. 1) og efter en fuld ekspandering i bunden af arbejdsslaget (nr. 4). Indsugningsluften er ca. 40 grader Celsius, mens udstødningsgassen måske er ca. 500 grader Celsius varm. Varm luft fylder mere end kold luft, så derfor må der stadig være et betragteligt tryk over stemplet når udstødningsventilen åbnes og skylningen påbegyndes. Denne uudnyttede trykenergi sendes direkte ud til omgivelserne og går derfor på tabskontoen. For at udnytte den ellers tabte trykenergi, kan der konstrueres en motor hvor der skelnes mellem kompressionsforholdet og ekspansionsforholdet. En mulig måde at gøre dette på er den hjemmedesignede og selvnavngivne PawerCycle. Side 8 af 66

10 Figur 3: PawerCycle 2-takt diesel motor (1.del) 1. Udstødning Stemplet befinder sig i Bottom dead center (BDC) og udstødningsventilen er fuldt åben. Krumtappen roterer med uret og får stemplet til at flytte sig opad, hvorved udstødningsgassen skubbes ud. 2. Skylning Stemplet befinder sig ca. 25% af slaglængden fra Top dead center (TDC) og indsugningsventilen åbner. Udstødningsventilen er stadig åben, hvorved der sker en skylning af cylinderen således at resterne af røggasen blæses ud. 3. Tryk opbygning Udstødningsventilen lukker, mens indsugningsventilen forbliver åben. Trykket i kammeret opbygges, og stemplet bevæger sig opad, hvorved noget af luften i kammeret skubbes ud af indsugningsventilen igen, hvis dette stiger til over indsugningstrykket, som er på ca. 3bar. Side 9 af 66

11 Figur 4: PawerCycle 2-takt diesel motor (2.del) 4. Kompression Stemplet befinder sig ca. 20% af slaglængden fra TDC, og indsugningsventilen lukker, hvorefter kompressionen begynder. 5. Fuel input Stemplet er stadig på vej opad og lidt før TDC injiceres der brændstof i den varme komprimerede luft. Brændstoffet antænder og luften udvider sig. Når stemplet når TDC er volumen over stemplet ca. 1/20-del af hvad den var da kompressionen startede, så kompresionsforholdet er ca. 20:1. 6. Arbejdsslag Trykket i kammeret stiger, og stemplet er forbi TDC og arbejdslaget er i gang. Stemplet bevæger sig nedad og afgiver arbejde til krumtappen. Arbejdsgassens tryk begynder at aftage desto længere stemplet bevæger sig fra TDC. Når stemplet når BDC åbnes udstødningsventilen og cyklussen gentages. Volumen over stemplet i BDC er ca. 5gange hvad volumen var da kompression startede, hvorfor ekspansionsforholdet må være ca. 100:1. PawerCyclen gør det muligt at skelne mellem kompressionsforhold og ekspansionsforhold hvorfor virkningsgraden forventes at stige, mens effekten i forhold til slagvolumen forventes at falde, da ladningen i kammeret falder, og derfor kan der ikke brændes samme mængde brændstof af. Side 10 af 66

12 Termodynamikken I termodynamikken findes der en række idealiserede kredsprocesser, som med relativ god præcision skitserer, hvad der sker i for eksempel Dieselmotoren, Ottomotoren, gasturbinen osv. Disse kredsprocesser danner grundlag for den maksimale termiske virkningsgrad man kan forvente af et givent system. PawerCyclen er en blanding af kendte kredsprocesser: Otto, Diesel og Seiliger, hvorfor disse kort vil blive præsenteret for senere at beskrive PawerCyclen. Ottomotor 2-takt Ottomotoren er kendetegnet ved, at luft-brændstofblandingen antændes af en gnist, hvorfor blandt andet benzinmotorer og gasmotorer ligger under denne betegnelse. Figur 5: pv-diagram af Otto motor Figur 6: Ts-diagram af Otto motor (Lauritsen & Eriksen, 2012) Følgende termodynamiske processer indgår i Otto kredsprocessen: 1-2: Isentropisk kompression 2-3: Isokor opvarmning 3-4: Isentropisk ekspansion 4-1: Isokor køling Side 11 af 66

13 Dieselmotor 2-takt Dieselmotoren er kendetegnet ved at brændstoffet injiceres i kammeret og derved antændes af den komprimerede lufts temperatur (kompressionsstartet forbrænding). Figur 7: pv-diagram af Diesel motor Figur 8: Ts-diagram af Diesel motor (Lauritsen & Eriksen, 2012) Følgende termodynamiske processer indgår i Diesel kredsprocessen: 1-2: Isentropisk kompression 2-3: Isobar opvarmning 3-4: Isentropisk ekspansion 4-1: Isokor køling Side 12 af 66

14 Seiligerproces 2-takt Ved at kombinere Ottoprocessen og Dieselprocessen i en såkaldt Seiligerproces opnås et mere virkelighedstro billede af både Ottomotorens og Dieselmotorens kredsproces (Andersen, 2010), for i virkeligheden er trykket i en dieselmotor ikke konstant, da der vil ske en trykstigning i det øjeblik hvor den indsprøjtede dieselolie antændes. Og i Ottomotoren ønskes der ikke en decideret eksplosion, da det får motorgangen til at lyde voldsom. Figur 9: pv-diagram af Seiliger motorcyklus Figur 10: Ts-diagram af Seiliger motorcyklus (Sorenson, 2014). Følgende termodynamiske processer indgår i Seiliger kredsprocessen: 1-2: Isentropisk kompression 2-3: Isokor opvarmning 3-3a: Isobar opvarmning 3a-4: Isentropisk ekspansion 4-1: Isokor køling Side 13 af 66

15 Det skal bemærkes at Seiliger processen også går under navne som Dual Cycle og Limited Pressure Cycle. Processen adskiller sig fra Otto- og Dieselprocesserne ved at der sker varmetilførsel i to omgange og på to forskellige måder. Fra punkt 2 til 3 sker første del af varmetilførslen, som finder sted under konstant volumen, hvilket bevirker at trykket stiger. Fra punkt 3 til 3a sker anden del af varmetilførslen, som finder sted under konstant tryk. Seiligerprocessen kan både vise en Ottomotor og en Dieselmotor, alt efter forholdet mellem den isokorer - og isobare opvarmning. PawerCyclen kan i princippet anvendes både på Diesel- og Ottomotorer, men i denne rapport vil der blive fokuseret på princippet når det anvendes i en dieselmotor. Specifikke varmekonstanter (cp og cv) For at udføre termodynamiske beregninger efter termodynamiske processer, eksempelvis en kompression, skal der anvendes specifikke varmekapaciteter. Der anvendes 2 forskellige specifikke varmekapaciteter cp og cv, som beskriver hvor meget energi, der skal til at opvarme et kilogram fluid en Kelvin ved henholdsvis konstant tryk (cp) og konstant volumen (cv). Første udgave af beregningerne af PawerCyclen blev fortaget efter Seiligerprocessen og med luft som idealgas og konstante værdier for de specifikke varmekapaciteter. Men i virkeligheden er lufts specifikke varmekapaciteter ikke konstante, da de ændre sig med temperaturen. For eksempel er atmosfærisk lufts specifikke varmekapacitet ved konstant tryk (c.p) 1004 J/(kg*K) og 1161 J/(kg*K) ved henholdsvis 0 og 2000 grader Celsius. (Lauritsen & Eriksen, 2012). Ved 2000 grader Celsius er den specifikke varmekapacitet dermed ca. 15% højere end ved 0 grader Celsius, så hvis der anvendes samme varmekapaciteter ved forskellige temperaturer, bliver beregningerne udført med så stor unøjagtighed, at en eventuel praktisk motor, som er designet efter disse beregninger, vil være så langt fra virkeligheden at den højst sandsynligt ikke virker som forventet. Side 14 af 66

16 Engineering Equation Software (EES) Engineering Equation Software eller forkortet EES er et computerprogram som indeholder et hav af termodynamiske tabeller med relevante informationer for mange ideal gasser og Real Fluids. Under kategorien Real Fluids findes termodynamiske egenskaber for atmosfærisk luft, som er blevet anvendt til at udarbejde nye og mere virkelighedstro beregninger af PawerCyclen. Mere konkret har EES været anvendt som dataopslag til at bestemme middelværdier for atmosfærisk lufts specifikke varmekapaciteter c.p og c.v mellem to tilstande. EES har mulighed for at beregne eksakte tryk og temperaturer og automatisk ændre specifikke varmekapaciteter hele vejen gennem en kompression. Men dette kræver at de respektive matematiske udtryk kodes direkte ind i EES, hvilket er meget tidskrævende, og anvendelsen af EES til, at finde middelværdier er desuden vurderet til at give præcise nok data i pågældende situation. Denne vurdering er baseret på logik og at Israel Urieli, som er tidligere professor indenfor Mechanical Engineering på Ohio University mener at fejlen er under 1% ved at anvende middelværdier af c.p og c.v fremfor eksakte værdier (Urieli, 2010). EES middelværdi eksempel Ved eksempelvis en kompressionsproces vil den komprimerede luft have forskellig temperatur og tryk før og efter kompressionen, hvilket betyder to forskellige termodynamiske tilstande. Middelværdien af c.p og c.v mellem de to tilstande findes ved at fortælle EES tryk og temperatur ved de to pågældende tilstande, hvorefter gennemsnittet bestemmes. Men dataene efter en kompression er i de fleste tilfælde ukendte, så disse bør beregnes, hvilket kun kan ske ved at anvende den kendte c.p og c.v, som er bestemt ud fra temperatur og tryk i tilstand 1. Side 15 af 66

17 Figur 11: Første iteration i MathCad dokument - bestemmelse af T_2 og p_2 Efter to simple termodynamiske beregninger fås p2 og T2, som nu kan anvendes i EES til at finde en middelværdi af c.p og c.v, som beskriver kompressionen med større nøjagtighed. Figur 12: Dataoplag EES Middelværdierne af c.p og c.v fremgår af Figur 12 s røde understregning som cp.m = 1048 J/kg*K og cv.m = 758 J/kg*K. Disse middelværdier anvendes nu i MathCad dokumentet igen. Side 16 af 66

18 Figur 13: Anden iteration i MathCad dokument - bestemmelse af T_2 og p_2 Som det fremgår af Figur 13, så ændre p2 og T2 sig en anelse når der anvendes middelværdier af c.p og c.v. Afvigelsen synes ikke så stor, men afvigelser bliver endnu større når at kompressionsforholdet stiger. Så for at designe en praktisk motor med PawerCyclen er det nødvendigt at anvende EES og middelværdier for at volumen, tryk og temperatur kommer så tæt på virkeligheden som muligt. PawerCyclen vs DieselCyclen Nu da dataindsamlingsmetoden igennem EES er på plads, vil der i det følgende afsnit blive produceret termodynamisk materiale, for henholdsvis PawerCyclen og en almindelig 2-takt dieselmotor, som skal danne grundlag for en sammenligning. Formlerne som er anvendt i de termodynamiske beregninger fremgår af kilderne (Andersen, 2010) og (Lauritsen & Eriksen, 2012). Side 17 af 66

19 Standard 2-takt dieselmotor med turbo og intercooler Figur 14: Skitsering af standard 2-takt diesel med turbo og intercooler. Følgende rammer er lavet for de termodynamiske beregninger: - Energien som driver turboen anses for gratis - Tryktab over udstødningssystem, intercooler og turbo regnes til 0 - Der ses bort fra skylletab og skylleportes indflydelse på kompressionsforholdet. - EES anvendes til at finde middelværdier for c.p og c.v - Fluiden inde i kammeret anses for kun at bestå af luft under hele forløbet, hvilket betyder, at der ikke ændres på termodynamiske værdier når der injiceres brændstof og når luften i virkeligheden ændre karakter til røggas. - Der tages ikke hensyn til varmetab til omgivelserne. - Den mekaniske virkningsgrad sættes til 100%. - V.1= V.5 = V.k + V.slag = 1L - pmax = 250bar - trykstigning ved isokor forbrænding = 40bar - Ladetryk = 3bar, ladetemperatur = 40 grader Celsius - suge tryk ind i turbo = 0,95bar, suge temperatur = 40 grader Celsius - lambda = 1,65 (luftoverskudkvotient) - Støkiometrisk luft/diesel forhold = 14,5:1 (masse) (Wikipedia, 2015) - Diesels nedre brændværdi = 43,4 MJ/kg (TheEngineeringToolbox) MathCad beregninger over hele kredsprocessen kan ses som bilag 1. Side 18 af 66

20 Figur 15: Standard 2-takt dieselmotors pv-diagram (resultater fra bilag 1) Figur 16: Standard 2-takt dieselmotors Ts-diagram (resultater fra bilag 1) Side 19 af 66

21 PawerCycle 2-takt dieselmotor med kompressor og intercooler Figur 17: Skitsering af PawerCycle 2-takt diesel med kompressor og intercooler. Motorens komponenter er i princippet ligesom i en traditionel motor, men timingen på knastakslen er anderledes, og en PawerCycle motor anvender en kompressor i stedet for en turbo, da trykket på udstødningsgassen er næsten atmosfærisk tryk. Ydermere tænkes der anvendt en form for variator-komponent, som kan regulere flowet fra kompressoren og dermed motorens luftoverskud. Følgende rammer er lavet for de termodynamiske beregninger: - Tryktab over udstødningssystem og intercooler regnes til 0 - Der ses bort fra skylletab og skylleportes indflydelse på kompressionsforholdet. - EES anvendes til at finde middelværdier for c.p og c.v - Fluiden inde i kammeret anses for kun at bestå af luft under hele forløbet. - Der tages ikke hensyn til varmetab til omgivelserne. - Den mekaniske virkningsgrad sættes til 100%. - Variatorens virkningsgrad sættes til 100% Side 20 af 66

22 - V.1= V.5 = V.k + V.slag = 1L - pmax = 250bar - trykstigning ved isokor forbrænding = 40bar - Ladetryk = 3bar, ladetemperatur = 40 grader Celsius - suge tryk ind i turbo = 0,95bar, suge temperatur = 40 grader Celsius - lambda = 1,65 (luftoverskudkvotient) - Støkiometrisk luft/diesel forhold = 14,5:1 (masse) (Wikipedia, 2015) - Diesels nedre brændværdi = 43,4 MJ/kg (TheEngineeringToolbox) - Kompressor virkningsgrad = 70% (Sorenson, 2014). Kompressoren er af typen centrifugal kompressor, da disse har relativ høje virkningsgrader. MathCad beregninger over hele kredsprocessen kan ses som bilag 2. Figur 18: PawerCycle 2-takt dieselmotors pv-diagram (resultater fra bilag 2) Side 21 af 66

23 Figur 19: PawerCycle 2-takt dieselmotors Ts-diagram (resultater fra bilag 2) Fordele og ulemper ved PawerCyclen Akseleffekt Af Figur 15 fremgår det, at den traditionelle motorcyklus har en teoretisk maksimal akseleffekt på 175kW ved 3000rpm, hvilket lyder af meget for en motor ca. 1L slagvolumen, men dette skyldes at den er turboladet og operere efter 2-takt princip. Af Figur 18 fremgår det, at en PawerCycle motor med ca. 1L slagvolumen har en teoretisk maksimal akseleffekt på kun 43,7kW ved 3000rpm, hvilket er ca. 4gange mindre end ydelsen på den traditionelle motorcyklus. Den kraftig reducerede effekt kan forklares ved at massen af luft i kammeret er kraftigt reduceret fra 3294mg til 658,9mg, hvilket svare til en reduktion på ca. 5gange, som leder til at mængden af injiceret brændstof bliver reduceret tilsvarende. Logisk set ville ydelsen på akslen også skulle falde 5gange, men dette er ikke tilfældet da virkningsgraden for PawerCyclen er markant højere. Side 22 af 66

24 Effekten pr. slagvolumen er den markant største ulempe ved PawerCyclen i forhold til en traditionel motorcyklus. Med andre ord så skal der en 4-gange så stor PawerCycle motor til at udføre samme effekt, som en traditionel motor, hvilket medføre at PawerCycle motoren er langt dyre og tungere pr. udført kilowatt. Termisk virkningsgrad Af Figur 15 fremgår det, at den termiske virkningsgrad for en traditionel motor er beregnet til 58,7%. Dette betyder at hvis der konstrueres en 100% mekanisk tabsfri motor så kommer der 58,7% af den injicerede brændstofs kemiske energi ud på akslen som mekanisk energi, altså vil der stadig gå ca. 41% tabt til omgivelserne. Af Figur 18 fremgår det at PawerCyclens termiske virkningsgrad er beregnet til hele 73,2%, hvilket svare til en stigning på 24,7% i forhold til den traditionelle motors. Den øgede virkningsgrad skyldes, at der skelnes mellem kompressions- og ekspansionsforholdet i PawerCyclen. Af Figur 18 fremgår det at kompressionsforholdet er beregnet til 21,97:1, mens ekspansionsforholdet er beregnet til 109,87:1. Eftersom der anvendes forskellig kompressions- og ekspansionsforhold kan motoren designes, så arbejdsgassen i kammeret får lov til at ekspandere helt ned til 1,4bar i punkt 5, således at næsten alt trykenergien udnyttes. Den almindelige motorcyklus har samme kompressions- og ekspansionsforhold og af Figur 15 fremgår denne til 22:1. Det resulterer i at udstødningsgassens tryk i punkt 5 er 11,7bar, og dermed sendes værdifuld trykenergi direkte ud i atmosfæren. Dellast Designes PawerCycle motoren så udstødningstrykket er tæt på atmosfærisk tryk ved fuldlast, så vil PawerCyclen have den ulempe, at der opstår undertryk i kammeret ved dellast. Undertrykket forklares ved at mængden af luft og injiceret brændstof reduceres hvorved gassen ekspandere mindre, og dermed er der tilstrækkelig luft til at fylde kammeret når stemplet er tæt på BDC. Det kræver energi at lave undertryk i kammeret, hvorfor PawerCyclen sandsynligvis er mindre effektiv ved dellast end en traditionel motorcyklus. Side 23 af 66

25 Mekanisk og reel virkningsgrad I skibsindustrien er de gode til at lave store og effektive motorer, og på Billede 2 fremgår det, at en Man B&W 2-takt krydshoved motor til skibe, kan opnå en virkningsgrad på helt op til 50,5%. (Kuiken, 2012) Billede 2: Sankey diagram over Man B&W 2-takt krydshoved motor til skibe Forudsættes det at denne store Man B&W motor operere efter nogenlunde samme kredsproces, som den beregnede fiktive traditionelle motor, så er den opnåede virkningsgrad på 50,5% rigtig tæt på det teoretiske maksimum på 58,7%. Den mekaniske virkningsgrad for den store Man B&W motor beregnes til 86%, og defineres som forholdet mellem den opnåede virkningsgrad på 50,5% og det teoretiske maksimum på 58,7%. PawerCycle motoren skal være ca. 4gange større end en standard dieselmotor for at levere samme effekt., hvilket bør resultere i mere friktion i motoren, og for at kompensere for disse tab forventes den mekaniske virkningsgrad kun til 84%. Den reelle virkningsgrad for PawerCyclen beregnes til ca. 61,5%. Side 24 af 66

26 Specifikt brændstofforbrug (g/kwh) I motorbranchen er det meget anvendt at opgive virkningsgraden ved hjælp af et såkaldt specifikt brændstofforbrug, som beskriver hvor mange gram dieselolie der skal til for at motoren har udført en kilowatttime på akslen. Dieselolies nedre brændværdi sættes til 43,4 MJ/kg (TheEngineeringToolbox), hvilket omregnet giver 12,06 kwh/kg. Beregning 1: Det specifikke brændstofforbrug (g/kwh) for henholdsvis en traditionel motor med 50,5% reel virkningsgrad og en PawerCycle motor med 61,5% reel virkningsgrad. Af Beregning 1 fremgår det, at en standard motor har et specifikt brændstofforbrug på 0,164kg/kWh, mens en PawerCycle har en på 0,135kg/kWh. Set i et stort perspektiv bruger et kæmpe Triple-E containerskib 150 ton brændstof om dagen (Stansfield, 2013), hvilket på årsbasis giver ton, når der regnes med 300 sejldage. Produceret akselenergi (standard) = kg 0,164 kg kwh = kwh Diesel (PawerCycle) = kwh 0,135 kg = kg = ton kwh Af ovenstående udregninger fremgår det, at en standard motorcyklus producerer kwh akselenergi ud fra ton brændstof. Samme mængde akselenergi kan produceres med blot ton brændstof hvis der anvendes en PawerCycle, hvilket giver en besparelse på ton brændstof pr. år, som svare til en besparelse på 17,7%. Prisen pr. ton brændstof er 225USD (IFO380 olie) (Ship&Bunker, 2015), og dermed spares der 1,79 millioner USD, som svare til 12,2 millioner danske kroner. Side 25 af 66

27 Emissioner Et af de mest stillede spørgsmål når PawerCycle ideen er blevet diskuteret diverse steder hvorledes det ser ud med emissionerne. CO2-udledning CO2 er en drivhusgas, som menes at bidrage til den globale opvarmning, hvorfor den bør reduceres mest muligt. CO2 skabes ved afbrænding af kulholdige brændsler, herunder blandt andet: fossile brændsler. CO2-udledningen for en PawerCycle motor kontra en traditionel motor forventes at falde pr. produceret kwh på akslen, som følge af virkningsgraden er højere så der brændes færre kg diesel af for at yde den samme akselenergi. Afbrændingen af 1kg dieselolie afgiver 3,16 kg CO2 (SunEarthTools, 2015). Så en traditionel dieselmotor med et specifikt brændstofforbrug på 0,164kg/kWh udleder 518gram pr. produceret kwh på akslen. Mens en PawerCycle dieselmotor med et specifikt brændstofforbrug på 0,135kg/kWh udleder 427gram pr. produceret kwh på akslen. PawerCyclen sparer 91gram/kWh, hvilket giver en reducering på 17,7%, som kan ledes direkte hen på besparelsen af brændstoffet. NOX-udledning NOX er nitrøse gasser, som er forbindelser mellem kvælstof (N 2 ) og ilt (O 2 ), og de mest kendte eksempler på disse er NO, NO 2 og N 2 O. NOX udledning til atmosfæren er uønsket, da gasserne er giftige for mennesker og kan resultere i syre regn. NOX opstår gennem hovedsagligt tre mekanismer: - Promt NOX dannes ved hurtige reaktioner mellem kvælstof, ilt og kulbrinter. - Brændsels NOX dannes ved, at brændslet indeholder kvælstof, som ved afbrænding går i forbindelse med luftens ilt. - Termisk NOX dannes primært ved temperaturer over 1100 grader Celsius og stiger eksponentielt med temperaturen (Baukal, 2005). Side 26 af 66

28 I forbrændingsmotoren anses Termisk NOX, som den primære årsag til NOX formation. Temperaturerne i motorernes forskellige termodynamiske punkter er relevante for at anslå hvor meget NOX der dannes. Af Figur 16 fremgår den traditionelle motors temperaturer: T1= 313K, T2=996K, T3=1155K, T4=2503K, T5=1232K Af Figur 19 fremgår PawerCycle motorens temperaturer: T1= 313K, T2=998K, T3=1157K, T4=2504K, T5=739K Punkt 1 til 4 s temperaturer er ca. ens på de to T-s diagrammer, hvorimod punkt 5 skiller sig ud ved at være 739K for PawerCyclen og 1232K for den traditionelle. Eftersom de høje temperaturer i punkt3 og punkt4 er næsten ens i de to motorer anslås skabelsen af termisk NOX også for at være ens. Den specifikke NOX/kWh vil være lavere for en PawerCycle motor, da virkningsgraden er højere. Dette forklares ved at der bruges mindre luft og brændstof i en PawerCycle til at producere samme kwh. NOX udledningen pr. kwh i en PawerCycle forventes at falde 17,7%, som følge af at der bruges 17,7% mindre brændstof og luft pr. kwh i forhold til den traditionelle motor. Opsummering Fordele ved PawerCyclen: - 24,7 % højere termisk virkningsgrad - 17,7% besparelse af brændstof for samme udførte arbejde - 17,7% reducering af CO2- emissioner for samme udførte arbejde - 17,7% reducering af NOX- emissioner for samme udførte arbejde Ulemper ved PawerCyclen: - 4gange lavere effekt pr. slagvolumen og vægt - Ca. 4gange højere anskaffelsespris - Dårlig effektivitet ved dellast grundet undertryk i kammer - Dårligere mekanisk virkningsgrad. PawerCyclens klare fordel er, at den er mere effektiv og derved spare brændstof og reducere emissioner, mens den helt store ulempe er effekten i forhold til slagvolumen samt den højere anskaffelsespris. Side 27 af 66

29 Både prisen og vægten pr. udført kilowatt taler imod at anvende PawerCycle motorer, som fremdrivning i automobilindustrien, men i stedet vurderes den fordelagtig til steder i industrien, hvor motoren kan kører fuldlast 24 timer i døgnet, året rundt og hvor den procentvise udgift til brændstof er stor, og dermed er potentialet for besparelser tilmed stor. Derudover kan PawerCyclens gode emissionstal passe godt ind i virksomheder som er miljørigtige og tænker på det fælles globale ansvar, hvilket forfatteren vurdere at flere virksomheder vil gøre i fremtiden. Økonomien vil stadig være den drivende faktor, men når brændstof priserne stiger endnu mere i fremtiden, vil der komme god økonomi i at spare yderligere på brændstoffet. Konkrete steder kunne være generatoranlæg, hovedmotorer i skibe og dieselmotordrevne kraftværker, som alle er maskiner med mange driftstimer ved fuldlast og hvor brændstoffet udgør den største driftsmæssige udgift. Atkinson og Miller cyklusserne Gennem research har det vist sig at PawerCyclen ikke er en hel ny opfindelse, men nærmere en modificeret genopfindelse af Atkinson og Miller cyklusserne. AtkinsonCycle AtkinsonCyclen blev opfundet i England i 1887 af James Atkinson (Wikipedia.org, 2015), og var i starten et forsøg på at komme udenom den allerede patenterede OttoCycle. AtkinsonCyclen skilte sig ud fra OttoCyclen ved at kompressionslaget var kortere end arbejdsslaget, således at effektiviteten blev bedre end OttoCyclen. AtkinsonCyclen anvendes i nogle moderne motorer for at opnå bedre effektivitet, herunder blandt andet hybridbilen Toyota Prius. Forskellen på kompression og ekspansion opnås i moderne motorer gennem knastaksel timingen: indsugningsventilen forbliver åben for længe så noget af ladningen skubbes ud i indsugningskanalen igen, så det reelle kompressionsslag gøres kortere. Moderne Atkinson motorer lider af samme problem som PawerCyclen: lav effekt i forhold til slagvolumen, og desuden lav moment ved lave omdrejninger, hvorfor Atkinson i automobilindustrien kun anvendes i hybridbiler, så elektromotoren kan hjælpe med effekt og moment ved acceleration. Side 28 af 66

30 MillerCyclen MillerCyclen blev opfundet af amerikaneren Ralph Miller i 1957 (Wikipedia.org, 2015) og er i princippet en AtkinsonCycle med kompressor. Kompressoren bevirker at effekten og momentet forbedres markant i forhold til AtkinsonCyclen, således at den kan anvendes til fremdrivning af biler uden assistance fra elektromotorer. I moderne MillerCycle motorer bevæger stemplet sig ca. 20% af slaglængden op før indsugningsventilen er lukket og kompressionen starter, hvorimod stemplet i PawerCyclen bevæger sig 80% op inden kompressionen starter, så PawerCyclen er i princippet en lidt mere ekstrem udgave af MillerCyclen. PawerCyclen minder formentlig for meget om Atkinson og Miller cyklusserne til at opnå et patent, men princippet virker dog stadig lovende, og i fremtiden vurderes disse alternative cyklusser til at få større udbredelse, da kravene til effektivtiet stiger og oliepriserne stiger, så det bliver rentabelt at spare på brændstoffet. MillerCyclen og AtkinsonCyclen kunne i princippet verificere PawerCyclen i praksis, da de minder meget om hinanden, men grundet interesse omkring motorbygning er der alligevel blevet udarbejdet planer om bygning af en praktisk model af PawerCyclen og dertil en primitiv testbænk. Side 29 af 66

31 Testbænken Der er blevet bygget en primitiv testbænk, som kan måle virkningsgraden af en Kubota D950 motor. Formålet med testbænken er at måle Kubota motorens virkningsgrader ved forskellige belastninger inden - og efter ombygning til PawerCyclen, og derved bekræfte/afkræfte om ideen virker i praksis. Testbænkens opbygning Kubota motoren har siddet på en gammel plæneklipper, og stellet fra denne fulgte med i købet af motoren, så stellet blev fundamentet for testbænken. Billede 3: Testbænken som den ser ud i virkeligheden. Side 30 af 66

32 Figur 20: PI-diagram over testbænken Testbænken består i hovedtræk af: Kubota D950 motoren, et hydraulisk belastningssystem, en momentarm, en vægt (moment), en tandrems nedgearing, et tachometer og et brændstofforbrug målesystem. Testbænken virker ved at Kubota motoren driver en hydraulikpumpe, som har en trykside med en nåleventil, som kan ændre belastningen på motoren. Hydraulikpumpen er ophængt i lejer, så holdemomentet kan bestemmes ved hjælp af en vægt og længden af momentarmen. Omdrejningstallet bestemmes med et digitalt tachometer, som måler på et påklistret reflektorbånd på motorens svinghjul. Brændstofforbruget bestemmes ved en difference vejning. Det hydrauliske system indeholder en pladeveksler, som køler olien. Side 31 af 66

33 Kubota D950 motor Kubota D950 er en 3-cylindret dieselmotor med en slagvolumen på 927cm 3, og den kan kortvarigt yde (SAE NET Intermittent), samt levere et makimalt drejningsmoment på (se bilag 3). Databladet indeholder ingen data omkring brændstofforbruget ved forskellige belastninger, og da motoren er af ældre dato og lettere slidt, blev det vedtaget at Kubota motoren skal have målt sit brændstofforbrug ved forskellige belastninger før - og igen efter ombygningen til PawerCyclen. Billede 4: Kubota D950 fra udstødningsside Billede 5: Kubota D950 fra gearkasseside Kubota motoren har indirekte brændstof indsprøjtning, et toptykke med forkammer, en svingklods regulator, knastaksel med stødstænger og en indsugningsventil og udstødningsventil pr. cylinder. Indsprøjtningen og ventilstyringen er 100% mekanisk, hvilket gør motoren meget simpel i opbygning, hvilket medføre en simpel eventuel ombygning. Motoren har været skilt ad i atomer, da krumtappen var ødelagt, og der er blevet investeret mange penge og meget tid i at få den til at køre igen. Set i bakspejlet har erhvervelsen af den defekte Kubota motor været et dyrt og meget tidskrævende bekendtskab, og hvis der i stedet havde været anvendt en funktionsdygtig motor kunne ombygningen til PawerCyclen have været nået væsentlig længere. Men adskillelsen og samlingen har givet et stort udbytte i form af viden om motorbygning, som er gavnlig i en eventuel fremtidig egen virksomhed. Side 32 af 66

34 Tandremsgearing Hydraulikpumpen burde kunne monteres, så den bliver drevet direkte af en kardanaksel. Men i praksis har det været svært at opnå, da Kubota motoren har en maksimum omdrejningshastighed på 3000rpm, og de fleste standard hydraulikpumper er beregnet til maksimum 500 eller 1000 omdrejninger. Den anvendte hydraulikpumpe er en gammel en af mærket Hamworthy, og det har ikke været muligt at finde et datablad. Så deplacement pr. omdrejning og nominelt omdrejningstal er ukendte, som eller er vigtige faktorer ved gearingsdimensionering. Deplacementet af pumpen blev bestemt ved at tælle, hvor mange omdrejninger akslen skulle drejes for, at der var løbet 2 liter olie igennem pumpen. V. disp = 2L 16,3 omdr L cm3 = 0,1227 = 122,7 omdr omdr Af ovenstående ligning fremgår det at der skal 16,3 omdrejninger til at pumpen har pumpet 2L olie igennem, hvilket giver et deplacement på 122,7cm 3 /omdr. Billede 6: Hamworthy hydraulikpumpe Figur 21: Ligning over friktionstryktab (Lauritsen & Eriksen, 2012) Deplacementet er vigtigt i forhold til at dimensionere gearingen, da en for stor volumenstrøm i kredsen kan bevirke at modtrykket i kredsen er så stort, at motoren ikke kan trække pumpen selvom nåleventilen er fuldt åben. Af fremgår det at tryktabet i rør er afhængig af mediets hastighed i anden, og mediets hastighed er direkte afhængig af volumenstrømmen og rørets diameter. Tryktabet ønskes lavt, hvilket enten kan opnås ved reducering af volumenstrømmen eller øgning af slangediameteren. Men hydraulikslanger er dyre og de stiger i pris Side 33 af 66

35 med størrelsen, så det blev at nedgeare motorens 3000rpm til ca. 500 rpm, hvilket giver et gearingsforhold på ca. 6:1, og en volumenstrøm på ca. 61 L/min. Slangerne i det hydrauliske system kan holde til 250bar og flowet i systemet er 61L/min ved fuld last, så den maksimale hydrauliske effekt er følgende: P hyd = Δp V = Pa m 3 60s = W ~ 25,4kW (Lauritsen & Eriksen, 2012) Af ovenstående ligning fremgår den hydrauliske effekt til 25,4kW, hvilket er den højeste effekt motoren kan belastes med, ved et flow på 61L/min uden at trykket i slangerne stiger til over 250bar. Kubota motoren kan levere 14,5kW@3000rpm, så den hydrauliske kreds kan belaste motoren til et fuldstændigt stop. Billede 7: Tandremsgearing Billede 8: Tandremsgearing Af Billede 7 fremgår den endelige gearing, som blev et tandremstræk med et stort remhjul med 112 tænder og et lille remhjul med 20 tænder, dette giver en gearing på 5,6:1. Tandremmens bredde er 30mm, og har en maksimum tilladt effekt på 16,6 kw (bilag 4), hvilket er lige til grænsen af motorens fuldlast på 14,5kW. Der blev foretaget 20 gode målinger med forskellig belastning, men måling 21 var en fuldlastmåling, hvor vibrationer og måske kortvarig overlast fik tandremmen til at tande over, så der blev revet tænder af. Fremtidige projekter vil med stor sandsynlighed blive overdimensioneret kraftigt i stedet for lige til grænsen, da nedbrud er tidskrævende og frustrerende. Side 34 af 66

36 Hydraulisk belastningssystem En tandhjulspumpe er konstrueret med et specifikt deplacement, som i dette tilfælde er ca. 123cm 3 pr. omdrejning, altså skal pumpen af med 123cm 3 olie for hver omdrejning. Dette faktum anvendes til at belaste motoren med, da der på pumpens trykside er placeret en nåleventil, som trinløst kan lukkes mere i, hvorved modtrykket for pumpen stiger og derved bliver belastningen på motoren større. Der er mellem nåleventilen og pumpen indsat et manometer, som blandt andet bruges til at måle trykket på tryksiden, men den virker også som sikkerhed for, at trykket ikke kommer over 250bar, som er hvad slangerne kan holde til. Billede 9: Styrepult til testbænk Billede 10: Oliekøler Effekten som motoren yder, forsvinder ikke bare på mystisk vis, men bliver optaget direkte af hydraulikolien, da nåleventilens gradvise aflukning af afgangssiden vil bevirke, at der skabes hvirvler og friktion i olien, som vil komme til udtryk ved at oliens temperatur stiger. Ved længere tids brug af dette hydrauliske belastningsprincip skal der monteres en oliekøler i kredsen, da oliens temperatur ellers vil stige så meget at pakninger ødelægges. Oliekøleren er i denne testbænk en brugt fjernvarmeveksler, hvor den varme olie strømmer i den ene kreds, mens koldt vand fra hanen strømmer i modstrøm i den anden kreds. Side 35 af 66

37 Effekten som motoren producere kan i teorien beregnes ud fra den hydraulisk producerede effekt, som kan beskrives ved nedenstående udtryk: P. hyd = Δp V (Lauritsen & Eriksen, 2012) - P. hyd = hydraulisk effekt - Δp = trykforskel på suge og trykside (modtrykket) - V = volumenstrøm (flow) Af ovenstående udtryk fremgår det at den hydraulisk producerede effekt kan beregnes ud fra modtrykket og flowet af olien. Modtrykket kendes ud fra en manometeraflæsning og flowet kan beregnes ud fra omdrejningstal og deplacement. I praksis vil pumpen dog have en lækagestrøm tilbage mod sugesiden, da den ikke er 100% tæt, og denne lækagestrøm vil naturligvis stige med et stigende modtryk, så denne målemetode anses for unøjagtigt, og med for mange ukendte faktorer såsom hydraulik pumpens mekaniske - og volumetriske virkningsgrad. Motorens producerede effekt findes i stedet ud fra Newtons tredje lov: "Påvirker et legeme A et andet legeme B med en kraft, vil B påvirke A med en lige så stor og modsat rettet kraft" (Nielsen, 2011). Hydraulikpumpen i testbænken er ophængt i lejer, så hele pumpen kan rotere frit, men dette bliver modvirket af en momentarm som er monteret til hydraulikpumpens hus. Momentarmen er x antal millimeter lang og yder en kraft ned på en vægt, og ud fra Newtons tredje lov må det moment, som driver pumpens tandhjul rundt (motorens drivmoment) være lig med det moment, som pumpens hus bliver holdt fast med i form af momentarmens længde og kraft. Ved hjælp af Newtons tredje lov er testbænkens målemetode hverken afhængig af oliens viskositet og hydraulikpumpens virkningsgrader, og derfor bliver målingen både simpel og præcis. Side 36 af 66

38 Målinger på oprindelig Kubota D950 motor I forbindelse med dataindsamlingen på den oprindelige Kubota motor blev der i alt foretaget 20 målinger ved forskellig belastning og omdrejningshastigheder. Der er blevet anvendt to forskellige målemetoder, som i det følgende benævnes 1. målemetode og 2. målemetode. 1. Målemetode anvendt fra måling 1 til Målemetode anvendt fra måling 12 til 20 Figur 22: Excel måleskema fra måling 14, som blev foretaget den kl 15:14 Figur 22 er et måleskema, hvor nederste række i skemaet viser totalværdier for tiden og brændstofforbruget og gennemsnitsværdier for de resterende data. Anden kolonne fra venstre side viser stopurets tid for hvornår henholdsvis indsamling af A og B data indhentes. A-data = omdrejninger, vægt, momentarm, (kølevand temp), hydraulik tryk og hydraulikolie temperatur. B-data = røggasanalysedataene: røggastemperatur, CO2%, Lambda, O2%, CO og omgivelsestemperatur. Der er blevet foretaget i alt 20 målinger ved forskellige belastninger, som har hver deres måleskema ligesom Figur 22. De mest relevante data fra alle 20 måleskemaer er samlet i et virkningsgradsdokument (Figur 23). Med relevant data menes de data som virkningsgraden beregnes ud fra: tid, brændstofforbrug, omdrejningshastighed, momentarm længde og vægt. Derudover er røggastemperatur og lambda værdier medtaget da disse værdier ønskes sat op mod virkningsgraden. Side 37 af 66

39 Figur 23: Virkningsgradsdokument. Side 38 af 66

40 Det skal bemærkes at måling 11 er farvet rød (Figur 23), da den springer i øjnene, for denne måling giver den højeste virkningsgrad på hele 31,4%, men motoren køre kun omkring halvlast med 7,6kW ved 2461rpm. Alle de andre målinger og teori peger på at virkningsgraden stiger med stigende belastning, så det tyder på, at der er sket en fejl i denne måling enten en menneskelig aflæsningsfejl eller noget mekanisk. Ud fra Figur 23 s data er der blevet konstrueret følgende diagrammer: Figur 24: Virkningsgraden som en funktion af momentet + tendenslinje og korrelationskoefficient(r 2 ) Af Figur 24 fremgår det at punkterne ligger på en relativ fin linje, og det fremgår tydeligt at motorens virkningsgrad stiger med stigende moment, indtil at den begynder at aftage og få en nedadgående tildens ved ca. 40Nm. Kubota D950 højeste angivne moment i databladet er på 55,6Nm@1800rpm. Belastningsgrad hvor motorens bedste virkningsgrad opstår: 40Nm 55,6Nm 100 = 71,9%. Ved ca. 72% af det fulde moment er motorens mest effektive driftspunkt. Punkterne kan beskrives matematisk ved en andengradsfunktion, som har en regression på R 2 = 0,9542 hvilket er rimelig tæt på 1, som ville betyde at alle punkter lagde præcis på den matematisk beskrevne linje. Side 39 af 66

41 Figur 25: Virkningsgraden som en funktion af effekten + tendenslinje og korrelationskoefficient(r 2 ) Af Figur 25 fremgår det at punkterne ligger lidt mere spredt end på Figur 24, og igen ses det tydeligt at motorens virkningsgrad stiger med stigende effekt, indtil at den begynder at aftage og få en nedadgående tildens ved ca. 10kW. Kubota D950 højeste angivne effekt i databladet er på 14,5kW@3000rpm. Belastningsgrad hvor motorens bedste virkningsgrad opstår: 10kW 14,5kW 100 = 69%. Ved ca. 69% af den fulde effekt er motorens mest effektive driftspunkt. Punkterne kan beskrives matematisk ved en andengradsfunktion, som har en regression på R 2 = 0,8716 hvilket er noget længere fra 1, og bekræfter at punkterne er meget mere spredte end Figur 24. Ud fra Figur 24 og Figur 25 konkluderes det at Kubota D950 motoren er designet til at have sit optimale driftspunkt ved ca. 70% belastning. Side 40 af 66

42 De følgende kurver er opstillet ved hjælp af røggasanalyse data, som er opsamlet ved hjælp af en røggasmåler: Testo 330. Figur 26: Virkningsgraden som en funktion af røggas temperaturen + tendenslinje og korrelationskoefficient(r 2 ) Figur 26 viser at virkningsgraden stiger med stigende røggastemperatur indtil ca. 400 grader Celsius, hvor virkningsgraden aftager igen. Kurven minder om Figur 24 og Figur 25, hvilket skyldes at røggasstemperaturen stiger med stigende belastning på motoren, som følge af mere injiceret brændstof. Figur 27: Virkningsgraden som en funktion af lambda-værdien + tendenslinje og korrelationskoefficient(r 2 ) Side 41 af 66

43 Figur 27Figur 27 viser at virkningsgraden stiger med faldende Lambda værdi, hvilket sandsynligvis skyldes at en stigende belastning leder til et lavere Lambda, som følge af mere injiceret brændstof. Der kan desuden argumenteres for at en lavere lambda-værdi vil betyde at den injicerede brændstof kan varme luften i kammeret op til en højere sluttemperatur, som ifølge termodynamikkens Carnot virkningsgrad leder til en bedre termisk virkningsgrad. Carnot virkningsgraden ses herunder: η. car = 1 T.H T.L - η. car = Carnots virkningsgrad (Lauritsen & Eriksen, 2012) - T. H = højeste temperatur i systemet - T. L = laveste temperatur i systemet Carnots virkningsgrad anses for det teoretiske loft en termodynamisk maskine kan operere efter, og som det fremgår at ovenstående udtryk så leder en højere sluttemperatur (T.H) til en bedre termisk virkningsgrad (tættere på 1). Det skal bemærkes at røggas dataindsamlingen ikke vil blive diskuteret yderligere i denne rapport, men at resultaterne blot er taget med, for at vise temperaturens indflydelse på den termiske virkningsgrad. Side 42 af 66

44 Specifikt brændstofforbrug (g/kwh) I industrien opgives virkningsgraden ikke, men i stedet opgives det specifikke brændstofforbrug (g/kwh), som fortæller hvor meget brændstof der skal til for, at motoren har produceret en kilwatttime på akslen. Det har ikke været mulig at finde en kurve over det specifikke brændstofforbrug for en kubota D950, men en Kubota D722 minder utrolig meget om en Kubota D950 i opbygning, dog er D722 nyere og har lidt mindre slagvolumen. Figur 28: Kubota D722-E4B motors effekt og specifikke brændstofforbrug, som en funktion af omdrejningshastigheden. Belastningsgraden ses med rød. Kubota D722 s datablad kan ses som bilag 5 (Kubota, 2015). Kubota D722 maksimalt opgivne effekt er 14,9kW@3600rpm (bilag 5), og for at muliggøre sammenligning er der blevet udregnet en procentvis belastningsgrad af motoren, som er de røde tal. Den procentvise belastning er udregnet, som den aflæste udførte effekt over den maksimale effekt på 14,9kW. Det optimale specifikke brændstofforbrug er på ca. 255 (g/kwh) og opstår mellem ca. 70 til 80% belastning. Det mindst optimale specifikke brændstofforbrug er på ca. 270 (g/kwh) og opstår ved henholdsvis 40% - og 100% belastning. Kurvens form minder om en parabol, og derfor vurderes kurvens matematiske funktion til at være en parabel, altså en andengradsfunktion. Det specifikke Side 43 af 66

45 brændstofforbrug for den testede Kubota D950 motor bør i teorien have nogenlunde samme karakteristik da minder meget om hinanden i opbygning og teknologi. Figur 29: Kubota D950 specifikke brændstofforbrug som en funktion af belastningsgraden. Med indtegnet parabel tendenslinje og dertilhørende korrelationskoefficient(r 2 ). Figur 29 s procentvise belastning er beregnet ud fra den udførte effekt over den maksimalt angivne fra databladet på 14,5kW@3000rpm (bilag 3). De blå punkter ligger ret spredt, og tendenslinjens andengradsfunktion har en R 2 = 0,8177. Hvis tendenslinjen alligevel vurderes til at være nogenlunde retvisende, så opstår det optimale driftspunkt mellem ca. 65 til 75% belastning, og med et specifikt brændstofforbrug på ca. 258(g/kWh). Hvis kurven kappes af ved 40% belastning ligesom Figur 28, så er det specifikke brændstofforbrug på ca. 315(g/kWh) ved henholdsvis 40% - og 100% belastning. Den moderne motor har et langt bredere lastområde, hvor den opnår relativ god brændstofudnyttelse, mens den mest optimale effektivtet er næsten ens. Kurverne har i store træk samme tendenser: mest optimalt brændstof udnyttelse omkring 70% og med faldende udnyttelse mod hendholdsvis 40% - og 100% belastning, så de udførte målinger på testbænken vurderes til at være retvisende. Side 44 af 66

46 Målepraksis og usikkerheder Målingerne som er foretaget på testbænken er forbundet med ganske betydelige usikkerheder, som i værste tilfælde kan betyde at ombygningen til PawerCyclen ikke med sikkerhed kan bekræftes/afkræftes. I det følgende vil der blive set på målepraksissen af de enkelte målinger og diskuteret usikkerheder. De mest vigtige målinger er brændstofforbrug og akseleffekt ved forskellige belastninger, da motorens reelle virkningsgrader beregnes fra disse. virkningsgrad = Akselenergi (E2) akseleffekt = P2 indfyret effekt P1 eller akselenergi = E2 indfyret energi E1 Akselenergien er den energi, som motoren levere på krumtappen, altså den brugbare energi efter motorens egne mekaniske tab herunder: friktionstab (stempelringe, knastaksel, lejer, osv.), og drivning af vandpumpe og ventilator. Akselenergien (E2) som motoren levere kan skrives som følgende: E2 = P2 t (Nielsen, 2011) - E2 = akselenergi i kj - P2 = akseleffekt i kw (kj/s) - t = tiden i sekunder (s) Akseleffekten (P2) kan beskrives, som rotationseffekt på følgende måde, hvor moment og rotationshastighed indgår: P2 = M ω = F r 2π n 60 - P2 = akseleffekt i kw (kj/s) - M = drejningsmomentet i Nm = F r - ω = vinkelhastighed ( 1 s ) = 2π n 60 (Nielsen, 2011) Af ovenstående ligninger fremgår at der skal bestemmes 3 forskellige størrelser for at beregne akselenergien: tiden, omdrejningshastigheden og momentet. Side 45 af 66

47 Tiden (t) Tiden som forsøget strakte sig over blev bestemt af en stopurs applikation på en Samsung Galaxy 4 mini smartphone. Figur 30: Screen shot fra Samsung Galaxy 4 mini Af Figur 30 fremgår det at stopuret har en præcision helt ned til 100-dele sekunder, men målingerne der er blevet udført strækker sig over mellem 15 og 53 minutter, så det at anvende 100-dele sekunder giver ingen mening, hvorfor måleresultater kun indeholder antal minutter og sekunder. Den største usikkerhed i forbindelse med tidstagningen ligger i start- og stoptidspunktet, da dette blev udført manuelt. Usikkerheden er vurderet til ±3 sekunder, så den største relative usikkerhed fås ved den korteste måling, som er måling 16 på 15min og 2sekunder, som omregnet giver 902sekunder (Figur 23). Den størstes relative usikkerhed er: 3s 902s 100 = 0,33%. Usikkerheden forbliver uændret på ±3 sekunder, så den relative usikkerhed falder desto længere målinger der foretages, og selv ved den korteste måling anses tidsmålingen for tilstrækkelig præcis til denne testbænk. En eventuel fremtidig præcisionsforbedring kan opnås gennem automation. Side 46 af 66

48 Omdrejningshastighed (n) Motorens omdrejningshastighed er blevet målt med et berøringsfrit digitalt tachometer fra Biltema. Figur 31: Til venstre ses principskitse. I midten ses Biltema digitalt tachometer med model nummer Biltema Art.: Til højre til svinghjul med påklistret reflektorbånd. Omdrejningstælleren virker ved, at den sender laser afsted, som bliver reflekteret hver gang det rammer det påklistrede reflektorbånd, og dermed kan motorens omdrejningshastighed beregnes ud fra tid og antal impulser af tachometret. Ifølge medfølgende manual benytter tachometret sig af CPU teknik, foto elektrisk teknik og laserteknik, som resulterer i en nøjagtighed på ±0,05% + 1ciffer. Over 1000rpm er opløsningen på 1 rpm, så hvis visningen på omdrejningstælleren er 2000rpm, så er motorens reelle omdrejningstal: 2000rpm ± 0,05% + 1ciffer = 2000rpm ± 2rpm. I praksis har det vist sig, at motorens omdrejningstal ikke er helt stabilt, så for at kompensere for, at realtidsmålingen cykler op og ned, har tachometrets indbyggede max og min funktion været anvendt, som gemmer laveste og højeste målte værdi fra en måling. Omdrejningstallet som noteres i Excel måleskemaet er gennemsnittet af maksimum og minimum værdierne. Ved ca. 2000rpm viste det sig i praksis at en minimums måling kunne vise 1992rpm og en maksimums kunne vise 2008rpm, hvilket giver en relativ usikkerhed på: 8rpm 2000rpm 100 = 0,4%. Side 47 af 66

49 Den samlede relative usikkerhed for omdrejningshastighedsmålingen sættes dermed til: 0,05% + 0,4% + 1ciffer = ±0,45% + 1ciffer ~ ± 0,45% Bemærk at +1ciffer undlades fra ligningens endelige relative usikkerhed, da det besværliggør anvendelsen af usikkerhedsbetragtningen, og desuden vurderes fejlen ved at udelade leddet som u betydende i et helhedsbillede. Moment (M) Momentmålingen består af to målinger: momentarmens længde og kraften momentarmen yder. Det skal bemærkes at det målte moment er 5,6 gange større end motorens drivmoment, som følge af gearingen. Den relative usikkerhed vurderes til konstant før og efter gearingen, så gearingen er uden betydning i forhold til den relative usikkerhed af momentmålingen. Kraften (F) Kraften eller rettere sagt belastningen, som momentarmen yder blev bestemt med en krogvægt, som kan måle fra 0 til 50 kg, med en opløsning på 200gram. Billede 11: Nulstilling af krogvægt Billede 12: Vægtmålingsopstilling Side 48 af 66

50 Krogvægten består af en fjeder med en indstillingsskrue, som kan rotorer viseren, så den kommer til at passe med skalaen. Der blev anvendt et 5kg lod til at nulstille vægten efter, således at der var et fast nulpunkt ved hver måling (Billede 11). Efter idriftsættelsen af testbænken viste det sig, at hydraulikpumpen gav små vibrationer fra sig, som forplantede sig ud gennem momentarmen og dermed fik visningen på vægten til at hoppe helt vildt. Løsningen på dette problem blev at indsætte en elastik mellem krogvægten og momentarmen, som optog vibrationerne således at vægtens visning blev næsten helt stabil. For ikke at belaste vægtens fjeder unødigt blev der anvendt en fikserings snor, som holdt momentarmen fast mellem målingerne. Når en vægtmåling skal foretages blev der trækket i træk snoren indtil fikserings snoren blev slap, hvorved alt belastning går gennem vægten (Billede 11: Nulstilling af krogvægt Billede 12: Vægtmålingsopstilling. De største usikkerheder ved måling af vægten er den manuelle aflæsning, og det at de små vibrationer får vægtens viser til at hoppe op og ned. I praksis viste det sig at vibrationernes amplitude steg med stigende belastning og omdrejningstal. Hvis den relative usikkerhed er konstant vil amplituden af svingningerne på viseren naturligvis stige med stigende belastning, men eftersom viseren ved lave belastninger og omdrejningstal var næsten i ro, er worst case usikkerheden i forhold til vægtmålingen vurderet til at være måling 19. Måling 19 har et omdrejningstal på 2309rpm, og den højst målte belastning af alle 20 forsøg på 47,4kg. Ved de 47,4 kg sprang viseren ca. 1,2 kg op og ned, så den relative usikkerhed beregnes til: 1,2kg 47,4kg 100 = 2,53%. Den relative usikkerhed på vægtmålingen fås til 2,53%, hvilket umiddelbart ikke lyder af særligt meget taget i betragtning af, at der var vibrationer, så for at være på den sikre side sættes vægtmålingens relative usikkerhed ca. 20% højere altså til ± 3%. Side 49 af 66

51 Momentarm (r) Momentarmen består af et stykke 30x30 firkantrør, som er svejst på en 10mm plade, der er boltet fast på hydraulikpumpens hus. Billede 13: Momentarmen Længden af momentarmen defineres som længden fra center af hydraulikpumpens drivaksel til center af det yderste reb, som er bundet i momentarmen. Af Billede 13 fremgår at centerakslen som hydraulikpumpens aksel er skubbet ind i har en diameter på 50mm, så dens bidrag til momentarmen er 25mm. Det resterende af momentarmen måles med et målebånd, som længden fra akslen til et tuschmarkeret punkt hvor rebet fastgøres. Tusch mærket skal sikre at rebet ikke flytter sig når målingen er i gang. Den største usikkerhed vurderes til at være det at bestemme netop det punkt hvor rebets belastning bliver overført. Rebet har en diameter på ca. 10mm, og center af rebet er svært at fastslå på grund af knuden som rebet er fastgjort med. Målingen af momentarmens længde vurderes til at have en usikkerhed på ±5mm. Totallængden af momentarmen er i de første 17 målinger 620mm og i de sidste 3 målinger 640mm. Så den største relative usikkerhed fås ved målingen af den korteste momentarm på 620mm, og beregnes til: 5mm 100 = 0,8%. 620mm Side 50 af 66

52 Indfyret energi (E1) - Brændstofforbrug Den indfyrede energi er den injicerede dieselolies kemiske energi. Dieseloliens kemiske energi kan beskrives på følgende måde: E1 = h i masse (Lauritsen & Eriksen, 2012) - E1 = indfyret energi (kj) - h i = den nedre brændværdi af dieselolie ( kj g ) - masse = massen af dieselolie (g) Af ovenstående ligning fremgår det, at den indfyrede energi bestemmes ud fra dieseloliens nedre brændværdi og massen af dieselolien. Dieseloliens nedre brændværdi bestemmes ved tabelopslag til 43,4 kj/kg (TheEngineeringToolbox). Så den eneste ukendte faktor er massen af dieselolien. Massen af det forbrugte brændstof er blevet målt på to forskellige måder gennem tidens løb. Den første målemetode blev efter gentaget brug og erfaring konstateret upræcis, hvilket førte til udviklingen af den anden mere præcise målemetode. 1. målemetode målingerne 1-11 Den første målemetode virkede ved, at motorens originale dieseltank blev anvendt. Dieseltanken er relativ stor, og kan indeholde omking 30 liter dieselolie. Billede 14: Dieseltank og studs. Af Billede 14 fremgår dieseltankens påfyldningsstuds, og i denne påfyldningsstuds er et tydeligt mærke, som fungere som start referrence i denne målemetode. Side 51 af 66

53 Målemetoden fungerede på følgende måde: 1. Der hældes diesel i tanken indtil at mærket i påfyldningsstudsen nås. 2. Stopuret startes 3. En 1,5 liters kande med diesel vejes på en køkkenvægt og vægten noteres. 4. Efter ca. 20 minutters konstant last på motoren hældes der igen diesel på tanken indtil det rammer mærket i påfyldningsstudsen. 5. Stopuret stoppes 6. Kanden vejes igen på vægten og differencen på de to målinger giver massen af det forbrugte brændstof. Målemetoden har følgende problemer: - Der kan stå luftbobler gemt nede i den store dieseltank, som ved rystelser kan sive op og resultere i at dieselstanden falder betragtelig. - Brændstoffets masse måles ikke direkte, men findes indirekte ud fra difference volumener i en stor dieseltank. - Det at ramme mærket i tanken er forbundet med usikkerheder i form af dårlige lysforhold og at der kigges ned fra oven og ikke fra siden af. Mærket i studsen og dermed niveauet af dieselolien vurderes til at kunne rammes indenfor ± 5mm. Studsens indvendige diameter er ca. 40mm, hvilket giver en usikkerhed af det afmålte volumen på: π 4 (0,40dm)2 0,05dm = 0, L. Den mindste afmålte vægt af dieselolie fra målingerne 1-11 er måling 6 med 352 gram. Dieselolies densitet er ved 15 grader Celsius mellem 833kg/m 3 og 837kg/m 3, så den gennemsnitlige densitet sættes til 835kg/m 3 (Dieselnet, 2015). Det forbrugte brændstof i måling 6 har dermed et volumen på: 352g = 0,422 L, hvilket giver den største relative usikkerhed for volumen på: 0,006283L 0,422L 835 g L 100 = 1,49%. Den relative usikkerhed på 1,49% er ikke den eneste usikkerhed, da der også er usikkerhed forbundet med at veje brændstoffet. Det forbrugte brændstof blev fundet som differencen mellem to vejninger. Side 52 af 66

54 Vejningerne blev foretaget af en elektronisk køkkenvægt, som kan måle op til 5000 gram med en opløsning på 1gram. Præcisionen af vægten er vurderet til ± 3gram. Den anvendte vægts mærke og model er ukendt, så vurderingen er baseret på en anden tilsvarende vægt, nemlig en Pro Lur. En Pro Lur 5000grams vægt, har en præcision på ± 1gram (Vægteksperten, 2015). Grunden til at usikkerheden sættes til ± 3gram og ikke ± 1gram er at vægten står udenfor og på et ikke helt plant underlag når der vejes. Den største relative usikkerhed af vejningen bliver: 3g 352g 100 = 0,85%. Boblernes reelle indflydelse på målingerne er svær at fastslå, da boblernes størrelse og antal er ukendt. Det skal bemærkes at boblerne kun blev frigivet ved hårde slag på dieseltanken, så logisk set vil målinger der udføres efter samme procedure resultere i at det er ca. samme mængde luft, som bliver fanget hver gang, og i teorien burde boblerne derfor ikke have nogen indflydelse. For at være på den sikre side vurderes boblernes indflydelse til at øge den hidtil samlede relative usikkerhed med 20%. Det målte brændstofforbrug findes som differencen mellem en før og efter måling, så den samlede relative usikkerhed for brændstofforbruget må være det dobbelte af en målings samlede relative usikkerhed. Den samlede relative usikkerhed: 2 ((1,49% + 0,85%) 1,2) = 5,62%. Anden målemetode målingerne Den anden målemetode blev udviklet for at få en mere præcis måling af brændstofforbruget, og undgå de ukendte usikkerheder fra luftboblerne. Billede 15: 1,5L kande med slangerne fra brændstofsystemet ledt direkte ned i. Side 53 af 66